歐陽天成 黃豪中 王 攀 陳 南

(1東南大學機械工程學院, 南京 211189)(2廣西大學機械工程學院, 南寧 530004)

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膠印機齒輪傳動系統(tǒng)動力學建模及優(yōu)化設計

歐陽天成1,2黃豪中2王 攀1陳 南1

(1東南大學機械工程學院, 南京 211189)(2廣西大學機械工程學院, 南寧 530004)

為了提高膠印機高速印刷條件下的動態(tài)特性,針對膠印機齒輪傳動系統(tǒng)動力學問題,建立了多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)動力學模型,并對其進行動態(tài)優(yōu)化設計．首先,描述了齒輪傳動系統(tǒng)的時變嚙合剛度、靜態(tài)傳動誤差、嚙合阻尼、動態(tài)嚙合力和滾動軸承剛度表達式,并利用集中參數(shù)法建立了多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)動力學模型;然后,運用Runge-Kutta法對齒輪傳動系統(tǒng)動力學方程進行數(shù)值求解;最后,采用序列二次規(guī)劃法對齒輪系統(tǒng)進行參數(shù)優(yōu)化,并對其進行齒廓修形．數(shù)值計算結果表明,優(yōu)化后齒輪系統(tǒng)的動態(tài)特性在嚙合剛度、單齒載荷、動態(tài)嚙合力、動態(tài)傳動誤差和滾筒相對滑動速度方面都有提高,為解決膠印機高速印刷條件下動態(tài)特性不良問題開拓了一條新途徑．

膠印機;齒輪傳動系統(tǒng);動力學;參數(shù)優(yōu)化;齒廓修形

多級平行軸齒輪傳動裝置由于其傳動比準確、功率恒定和結構緊湊等特點,具有其他傳動裝置不可代替的優(yōu)勢．多色膠印機印刷裝置通過多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)來保持精確的運動配合與動力傳遞,齒輪傳動系統(tǒng)動態(tài)特性對整機性能有重要的影響．嚙合剛度激勵源于齒輪嚙合過程中參與嚙合輪齒對數(shù)及接觸參數(shù)的變化,是引起齒輪系統(tǒng)振動的主要原因,決定了齒輪系統(tǒng)動力學的基本性質以及動力學模型的研究和求解方法[1]．嚙合剛度激勵與齒輪的幾何參數(shù)緊密相關,修形是為了改善齒輪系統(tǒng)運行性能,良好的參數(shù)設計和適當?shù)男扌文芙档妄X輪系統(tǒng)的振動與噪聲．

朱麗莎等[2]基于有限元法建立了彎-扭-軸-擺斜齒輪耦合動力學分析模型,并對系統(tǒng)進行了固有特性分析和不平衡響應分析,研究結果表明多齒輪系統(tǒng)存在強烈的耦合效應,臨界轉速和振動峰值需要通過固有特性以及瞬態(tài)響應分析來判斷．Hua等[3]基于有限元法提出了一種改進型的集中參數(shù)螺旋錐齒輪動力學模型,建模過程中引入了等效質量和等效慣性單元概念,數(shù)值計算結果顯示改進模型在求解效率和精度上都優(yōu)于傳統(tǒng)的集中參數(shù)模型．Ouyang等[4]利用集中參數(shù)法建立了包含時變嚙合剛度、靜態(tài)傳動誤差的膠印機多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)動力學模型,運用Runge-Kutta法對系統(tǒng)進行數(shù)值求解,最后通過數(shù)值解與實驗數(shù)據(jù)的對比證明了動力學模型的有效性．Rivola等[5]從實驗測試和數(shù)學模型2方面對發(fā)動機氣門正時系統(tǒng)的齒輪傳動裝置展開研究,實驗測試檢驗了不同轉速和設計參數(shù)對齒輪裝置性能的影響,數(shù)學模型明確了系統(tǒng)主要部件的優(yōu)化方向．Kim等[6]建立了包含齒輪驅動裝置的冷輥軋機動力學模型,并通過直接積分法與準靜態(tài)分析相結合求解了系統(tǒng)動態(tài)響應,數(shù)值分析結果顯示水平方向顫振對系統(tǒng)動態(tài)特性有很大影響．Devendran等[7]利用遺傳算法對汽車尾氣后處理齒輪泵進行多目標優(yōu)化設計,最大限度地提高齒輪泵的容積效率和降低噪聲排放．毛萬镈等[8]針對永磁接觸器操動機構動態(tài)優(yōu)化設計問題進行了研究,以體積、平均合閘時間和撞擊能量為多目標函數(shù),運用自適應模擬退火算法進行多目標動態(tài)優(yōu)化設計．Bruyère等[9]提出一種簡化分析法來評估齒廓修形對傳動誤差的影響,并推導了設計準則的最佳修形參數(shù)．Baglioni等[10]基于平均摩擦系數(shù)和時變摩擦系數(shù)法研究了齒頂修形對齒輪傳動效率的影響,并總結出2種齒頂修形法則．

動態(tài)響應測試結果顯示,高速印刷條件下膠印機的振動主要來源于齒輪傳動系統(tǒng)[11]． 因此,本文在建立膠印機齒輪傳動系統(tǒng)動力學模型的基礎上,利用數(shù)值法求取了系統(tǒng)動態(tài)響應，并分析了動力學特性,對其進行優(yōu)化設計,得到了動態(tài)性能更好的多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)．

1 動力學模型

膠印機多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)如圖1所示,齒輪1,2,3,4分別為傳紙滾筒斜齒輪、壓印滾筒斜齒輪、橡皮滾筒斜齒輪和印版滾筒斜齒輪,斜齒輪通過螺栓與滾筒連接軸進行固接．印刷過程中紙張沿X方向傳遞,Y方向為豎直方向,齒輪軸向方向與Z方向平行．

圖1 多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)三維圖

在結構簡化基礎上,把嚙合齒輪視為時變剛度彈簧,支承軸承處理為等效剛度彈簧,將滾筒的平動質量向齒輪中心簡化,利用集中參數(shù)法建立膠印機多級平行軸斜齒輪動力學模型．

如圖2所示,平行軸斜齒輪為4級傳動系統(tǒng)．斜齒輪1～4存在沿Y方向的彎曲位移、Z方向的軸向位移和繞Z方向的扭轉位移;每個滾筒都存在繞Z方向的扭轉位移,斜齒輪通過具有扭轉剛度的彈性軸與滾筒連接．在每一級傳動中,斜齒輪有2個平動和1個轉動自由度,滾筒只有1個轉動自由度．具有16個自由度的膠印機多級平行軸斜齒輪動力學模型節(jié)點位移向量為

圖2 多級平行軸斜齒輪動力學模型

q={θ1,y1,z1,θg1,θ2,y2,z2,θg2,θ3,

y3,z3,θg3,θ4,y4,z4,θg4}T

(1)

式中,θi為斜齒輪繞Z方向轉角;yi為斜齒輪沿Y方向位移;zi為斜齒輪沿Z方向位移;θgi為滾筒繞Z方向轉角；i=1,2,3,4.

1.1 嚙合剛度、靜態(tài)傳動誤差和嚙合阻尼

嚙合剛度激勵是引起齒輪系統(tǒng)振動的主要原因,本文采用Cai[12]的擬合公式來計算膠印機多級平行軸斜齒輪的嚙合剛度．斜齒輪單對輪齒嚙合剛度計算公式為

(2)

式中,bw為有效齒寬;β為分度圓螺旋角;ε為總重合度;εa為端面重合度;H為全齒高;t為齒輪嚙合時間;tz為齒輪嚙合周期(轉過一個端面基圓節(jié)距的時間);mn為法向模數(shù);xn1,xn2分別為主動輪和從動輪的法向變位系數(shù);zv1,zv2分別為主動輪和從動輪的當量齒數(shù);c0為偏移系數(shù);c0,c1,…,c5為擬合系數(shù)．

多級平行軸斜齒輪時變嚙合剛度為

(3)

式中,n為同時參與嚙合的輪齒對數(shù);ij為下標組合(ij=12, 23, 34)．

靜態(tài)工況條件下由齒輪變形和齒輪誤差所引起的嚙合誤差稱為靜態(tài)傳動誤差[13],靜態(tài)傳動誤差屬于周期函數(shù),其諧波函數(shù)表達式為

(4)

式中,e0為靜態(tài)傳動誤差平均值;en為靜態(tài)傳動誤差諧波項幅值;νn為靜態(tài)傳動誤差諧波項嚙合相位;ωm為齒輪嚙合頻率(ωm=ωizi,ωi為主動輪轉速,zi為主動輪齒數(shù))．

多級平行軸斜齒輪嚙合阻尼計算公式為

(5)

式中,kave為齒輪平均嚙合剛度;ri,rj分別為主動輪和從動輪基圓半徑;Ji,Jj分別為主動輪和從動輪的轉動慣量;ξg為齒輪嚙合阻尼比(取ξg=0.05)．

1.2 動態(tài)嚙合力

齒輪系統(tǒng)在內部與外部激勵的共同作用下形成波動嚙合力,斜齒輪嚙合副動力學模型如圖3所示．斜齒輪嚙合副的切向與軸向動態(tài)嚙合力分別為

(6)

圖3 斜齒輪嚙合副動力學模型

(7)

如圖3所示,斜齒輪嚙合過程中的徑向與軸向相對位移分別為

(8)

斜齒輪通過彈性軸與滾筒相連接,由于滾筒的轉動慣量較大,運行過程中二者不完全同步,因而存在相互力矩作用．斜齒輪對滾筒的扭轉力矩為

Tθi=(θi-θgi)kθi

(9)

式中,kθi為滾筒連接軸的扭轉剛度，i=1,2,3,4．

1.3 滾動軸承剛度

在外載荷作用下,滾動軸承內、外滾道與鋼球發(fā)生接觸,根據(jù)Hertz彈性接觸理論得到鋼球接觸變形與外載荷的關系式為

(10)

式中,Q為外載荷;Kn為Hertz剛度系數(shù);δn為內外滾道之間總的法向接觸變形;b為計算系數(shù)(對于球軸承b=1.5,對于圓柱滾子軸承b=1.11)．

基于軸承接觸角不隨載荷改變的假設條件,忽略了間隙的滾動軸承徑向與軸向剛度分別為[14]

(11)式中,ky,kz分別為軸承徑向剛度和軸向剛度;Z為滾子個數(shù);Jr為余弦計算系數(shù);δr為內外圈的徑向相對位移;δa為內外圈的軸向相對位移;αc為接觸角．

1.4 動力學方程

根據(jù)達朗貝爾原理得到具有16個自由度的多級平行軸斜齒輪動力學方程,其表達式為

(12)

2 優(yōu)化設計

膠印機多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)優(yōu)化設計包括幾何參數(shù)優(yōu)化與齒廓修形2部分．幾何參數(shù)優(yōu)化的首要任務是建立一個切合實際的數(shù)學模型,然后確定目標函數(shù)、設計變量以及約束條件,并選擇有效的優(yōu)化算法進行優(yōu)化迭代．齒廓修形主要包括修緣與修根,修緣是對齒頂部分的齒廓進行修形．修緣是降低齒輪振動、減小動載荷和改善齒面潤滑的有效手段,尤其是在消除嚙合沖擊方面效果十分明顯．

2.1 幾何參數(shù)優(yōu)化

嚙合剛度波動是導致齒輪傳動系統(tǒng)振動的主要原因,本文選取單個嚙合周期的嚙合剛度波動標準差作為齒輪傳動系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化的目標函數(shù),其表達式為

(13)

式中,f為嚙合剛度波動標準差的等效值;kave, ij為第ij級的齒輪平均嚙合剛度;N為單個嚙合周期的嚙合剛度離散點數(shù)．

中心距與傳動比在齒輪參數(shù)優(yōu)化中保持不變;依據(jù)無齒側間隙準則,各級傳動齒輪之間的變位系數(shù)成一定關系．基于以上兩點,只需要確定其中一個齒輪的齒數(shù)和變位系數(shù),就可以得到其他齒輪的齒數(shù)和變位系數(shù)．多級平行軸齒輪參數(shù)優(yōu)化的設計變量為:模數(shù)mn、齒數(shù)z1、壓力角α、螺旋角β、齒頂高系數(shù)fa和法向變位系數(shù)x1．z1和x1分別是斜齒輪1的幾何參數(shù)．設計變量向量表達式為

X=[mn,z1,α,β,fa,x1]

(14)

采納文獻[15]給出的多級平行軸斜齒輪參數(shù)優(yōu)化的約束條件,包括模數(shù)、齒數(shù)、壓力角、螺旋角、齒頂高系數(shù)和法向變位系數(shù)的上、下限,以及齒輪嚙合不干涉、齒面接觸疲勞強度和齒根彎曲疲勞強度．

2.2 齒廓修形

修緣是人為地在齒輪的齒頂處修去由變形誤差、齒形誤差等引起的嚙合干涉量,從而降低嚙合過程中的動載荷．如圖4所示,修緣的三大要素分別為最大修形量、修形長度和修形曲線．

圖4 齒輪修緣示意圖

齒廓修形的理論最大修形量為

δmax=δ+δθ+δm

(15)

式中,δ為受載彈性變形;δθ為齒輪熱變形;δm為制造誤差．

根據(jù)ISO 6336齒輪強度標準[16],齒輪受載彈性變形計算式為

(16)

式中,KA為工況系數(shù);Ft為嚙合切向力;Ck為綜合嚙合剛度．

齒輪嚙合熱變形計算式為

δθ=πmncosαΔθγ

(17)

式中,Δθ為嚙合輪齒的溫度差;γ為材料線膨脹系數(shù)．高速膠印機齒輪傳動系統(tǒng)采用長修形,修形長度L(從雙齒嚙合起點B1到嚙合終點D)如圖4所示．

Walker[17]推薦的修形曲線為

(18)

式中,x為嚙合位置的相對坐標,原點是雙齒嚙合起點B1(見圖4);δx為距離x處的修形量．

3 優(yōu)化結果分析

本文在最高轉速下(15 000 r/h),利用序列二次規(guī)劃法對多級平行軸齒輪系統(tǒng)進行優(yōu)化設計,優(yōu)化結果將圓整到標準值或保留有限位小數(shù)．表1給出了多級平行軸斜齒輪優(yōu)化前后的部分幾何參數(shù),參數(shù)優(yōu)化后斜齒輪的模數(shù)減小而齒數(shù)增多,壓力角減小,而螺旋角和齒頂高系數(shù)增大．表2給出了多級平行軸斜齒輪齒廓修緣的最大修形量和修形長度．

表1 優(yōu)化前后斜齒輪幾何參數(shù)

表2 斜齒輪修形參數(shù)

3.1 嚙合剛度

嚙合剛度波動的大小對齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性有很大影響,參數(shù)優(yōu)化的目標是減小嚙合剛度波動,優(yōu)化前后的嚙合剛度如圖5所示．從圖5(a)可以看出,優(yōu)化前嚙合剛度在單齒嚙合轉變?yōu)殡p齒嚙合區(qū)存在突變,優(yōu)化后嚙合剛度突變減小,且波動值小于優(yōu)化前．圖5(b)顯示,嚙合剛度優(yōu)化前的波動幅值約為93 MN/m,優(yōu)化后為61 MN/m,下降了34%．

(a) 齒對12

(b) 齒對23

3.2 單齒載荷

轉速為15 000 r/h時,優(yōu)化設計前、后單個輪齒的載荷加載過程如圖6所示．圖6(a)顯示,參數(shù)優(yōu)化前斜齒輪在嚙入點的載荷從60 N/mm開始加載,初始嚙入過程的載荷變動劇烈,有明顯的“高瘦型”峰值;載荷在嚙合區(qū)中部分有波動;在嚙出時載荷先是增大并達到峰值,然后出現(xiàn)大幅度下降直至退出嚙合．優(yōu)化后斜齒輪在嚙入點的載荷從10 N/mm開始加載,然后緩慢增加載荷直到峰值;載荷在嚙合區(qū)中部分相對比較平緩;在嚙出段載荷緩慢減小直至退出嚙合．單齒加載顯示,優(yōu)化后斜齒輪在嚙合線長度、初始載荷量、載荷變動幅度和變動速率方面都得到了改善．

通過圖6(a)和(b)的比對發(fā)現(xiàn),齒對23的單齒加載過程與齒對12的加載過程有類似趨勢,但齒對23的載荷在嚙合區(qū)中部存在明顯的波動．

3.3 動態(tài)嚙合力

轉速為15 000 r/h時,優(yōu)化前、后斜齒輪對12的動態(tài)嚙合力如圖7所示．通過圖7(a)與(b)的對比發(fā)現(xiàn),優(yōu)化前、后的平均嚙合力幾乎不變(約8.7 kN),優(yōu)化前嚙合力的波動幅值約為4.4 kN,優(yōu)化后嚙合力的波動幅值接近3.55 kN,波動幅值下降了19.3%左右．

(a) 齒對12

(b) 齒對23

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后

3.4 動態(tài)傳動誤差

動態(tài)傳動誤差是輪齒實際嚙合位置與理想嚙合位置的偏差,動態(tài)傳動誤差的大小是衡量齒輪系統(tǒng)動態(tài)特性的一個重要指標[18]．轉速為15 000 r/h時,優(yōu)化前、后斜齒對12的動態(tài)傳動誤差如圖8所示．圖8顯示,優(yōu)化前動態(tài)傳動誤差的最大值接近6.3 μm,平均值約為5.2 μm;優(yōu)化后動態(tài)傳動誤差的最大值下降到5.1 μm,平均值約為4.3 μm．數(shù)值計算結果證明了齒輪優(yōu)化設計取得了良好的效果．

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后

3.5 滾筒相對滑動速度

紙張印刷過程中,接觸滾筒表面線速度的同步性是套印精度的保證．滾筒表面的相對滑動速度要控制在一定范圍內,否則將會在印刷品上留下墨杠或重影．在轉速范圍為4 000～15 000 r/h時,優(yōu)化設計前、后橡皮-壓印滾筒相對滑動速度如圖9所示．圖9顯示,滾筒的相對滑動速度隨轉速的提高而增大,優(yōu)化設計后滾筒的相對滑動速度有所下降．最高印刷速度下(15 000 r/h),優(yōu)化前滾筒的相對滑動速度波動幅值接近于1.7 mm/s;優(yōu)化后滾筒的相對滑動速度波動幅值下降到1.46 mm/s,優(yōu)化后齒輪傳動系統(tǒng)動態(tài)特性有所提高．

圖9 橡皮-壓印滾筒相對滑動速度

4 結語

為了提高膠印機高速印刷條件下的動態(tài)特性,本文在建立多級平行軸齒輪傳動系統(tǒng)動力學模型基礎上,利用數(shù)值法求取了系統(tǒng)動態(tài)響應,并對齒輪傳動系統(tǒng)進行了動態(tài)優(yōu)化設計．優(yōu)化設計結果表明,減小嚙合剛度的波動能有效提高齒輪傳動系統(tǒng)動態(tài)特性．齒輪優(yōu)化后,單齒加載過程得到了改善,動態(tài)嚙合力波動幅值有所下降,動態(tài)傳動誤差和滾筒相對滑動速度都相應減?。?/p>

References)

[1]Chen Y C, Kang C H, Choi S T. Vibration analysis of geared rotor system under time varying mesh stiffness effects [J].JournalofVibroengineering, 2012, 14(3): 1141-1150.

[2]朱麗莎, 張義民, 馬輝, 等. 多齒輪耦合復雜轉子系統(tǒng)的振動特性分析 [J]. 振動與沖擊, 2013, 32(14): 34-39. DOI:10.3969/j.issn.1000-3835.2013.14.006. Zhu Lisha, Zhang Yimin, Ma Hui, et al. Vibration behavior analysis of a complex rotor system with coupled multi-gear system [J].JournalofVibrationandShock, 2013, 32(14): 34-39. DOI:10.3969/j.issn.1000-3835.2013.14.006. (in Chinese)

[3]Hua X, Lim T C, Peng T, et al. Dynamic analysis of spiral bevel geared rotor systems applying finite elements and enhanced lumped parameters [J].InternationalJournalofAutomotiveTechnology, 2012, 13(1): 97-107. DOI:10.1007/s12239-012-0009-4.

[4]Ouyang T C, Chen N, Yin G D. On modeling of offset press gear transmission system and parameter optimization [J].JournalofVibrationEngineeringandTechnologies, 2015, 3(3): 355-367.

[5]Rivola A, Troncossi M. Dynamic analysis of a motorbike engine timing system: Experimental and numerical investigation of the geartrain [J].MechanicalSystemsandSignalProcessing, 2014, 48(1): 325-338. DOI:10.1016/j.ymssp.2014.03.008.

[6]Kim Y, Park H, Lee S S, et al. Development of a mathematical model for the prediction of vibration in a cold rolling mill including the driving system [J].ISIJInternational, 2012, 52(6): 1135-1144. DOI:10.2355/isijinternational.52.1135.

[7]Devendran R S, Vacca A. Optimal design of gear pumps for exhaust gas aftertreatment applications [J].SimulationModellingPracticeandTheory, 2013, 38: 1-19. DOI:10.1016/j.simpat.2013.06.006.

[8]毛萬镈, 林鶴云, 汪先兵, 等. 永磁接觸器操動機構多目標動態(tài)優(yōu)化設計 [J]. 東南大學學報(自然科學版), 2009, 39(2): 287-292. Mao Wanbo, Lin Heyun, Wang Xianbing, et al. Multi-objective dynamic optimization design of permanent magnet actuator for contactor [J].JournalofSoutheastUniversity(NaturalScienceEdition), 2009, 39(2): 287-292. (in Chinese)

[9]Bruyère J, Velex P. A simplified multi-objective analysis of optimum profile modifications in spur and helical gears [J].MechanismandMachineTheory, 2014, 80: 70-83. DOI:10.1016/j.mechmachtheory.2014.04.015.

[10]Baglioni S, Cianetti F, Landi L. Influence of the addendum modification on spur gear efficiency [J].MechanismandMachineTheory, 2012, 49: 216-233. DOI:10.1016/j.mechmachtheory.2011.10.007.

[11]李文威. 高速多色膠印機多學科綜合優(yōu)化設計 [D]. 南京: 東南大學機械工程學院, 2012.

[12]Cai Y. Simulation on the rotational vibration of helical gears in consideration of the tooth separation phenomenon (a new stiffness function of helical involute tooth pair) [J].JournalofMechanicalDesign,TransactionsoftheASME, 1995, 117(3): 460-469. DOI:10.1115/1.2826701.

[13]李潤方, 王建軍. 齒輪系統(tǒng)動力學——振動、沖擊與噪聲 [M]. 北京: 科學出版社, 1997: 13-14.

[14]羅繼偉, 羅天宇. 滾動軸承分析計算與應用 [M]. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2009: 90-91.

[15]歐陽天成. 高速膠印機齒輪傳動系統(tǒng)非線性動力學及彈流潤滑研究 [D]. 南京: 東南大學機械工程學院, 2016.

[16]朱孝錄. 齒輪傳動設計手冊 [M]. 2版. 北京: 化學工業(yè)出版社, 2009: 143-144.

[17]Walker H. Gear tooth deflection and profile modification [J].Engineer, 1940, 170(4414): 102-104.

[18]Tamminana V K, Kahraman A, Vijayakar S. A study of the relationship between the dynamic factors and the dynamic transmission error of spur gear pairs [J].JournalofMechanicalDesign,TransactionsoftheASME, 2007, 129(1): 75-84. DOI:10.1115/1.2359470.

Dynamics modeling and dynamic optimization design for offset press gear transmission system

Ouyang Tiancheng1,2Huang Haozhong2Wang Pan1Chen Nan1

(1School of Mechanical Engineering, Southeast University, Nanjing 211189, China)(2College of Mechanical Engineering, Guangxi University, Nanning 530004, China)

To improve the dynamic characteristics of offset press under high-speed printing, a dynamics model for the multistage parallel-axes gear transmission system, dealing with the dynamics of the offset press gear transmission system, was proposed and dynamic optimization design was carried out. First, the formulas of time-varying meshing stiffness, static transmission error, meshing damping, dynamic meshing force, and rolling bearing stiffness of the gear transmission system were described, and then the dynamics model for the multistage parallel-axes gear transmission system was established by using the lumped parameter method. Secondly, the Runge-Kutta method was used to solve the motion equations of the gear transmission system. Finally, the parameters of the gear system were optimized by using the sequential quadratic programming method, and then the profile modification was performed. The numerical results show that the dynamic characteristics of the gear system are improved in terms of the meshing stiffness, the individual tooth force, the dynamic meshing force, the dynamic transmission error and the sliding velocity between rollers. Thus, it can solve problems of the poor dynamic characteristics of offset press under high-speed printing.

offset press; gear transmission system; dynamics; parameter optimization; profile modification

10.3969/j.issn.1001-0505.2016.06.011

2016-02-03. 作者簡介: 歐陽天成(1986—), 男, 博士生; 陳南 (聯(lián)系人),男, 博士, 教授, 博士生導師, nchen@seu.edu.cn.

國家重大科技專項基金資助項目 (2013ZX04012032)、江蘇省科技成果轉化專項基金資助項目 (BA2014110)、廣西省自然科學基金杰出青年基金資助項目 (2014GXNSFGA118005)．

歐陽天成,黃豪中,王攀,等.膠印機齒輪傳動系統(tǒng)動力學建模及優(yōu)化設計[J].東南大學學報(自然科學版),2016,46(6):1172-1178.

10.3969/j.issn.1001-0505.2016.06.011.

TH132.41

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1001-0505(2016)06-1172-07